， ，，

(1.許昌學(xué)院 電氣機(jī)電工程學(xué)院，河南 許昌 461000;2.中國(guó)移動(dòng)通信集團(tuán)河南有限公司 許昌分公司，河南 許昌 461000)

我國(guó)汽車行業(yè)發(fā)展迅速，乘用車年銷量在2000萬(wàn)輛以上，國(guó)產(chǎn)車在動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性提升顯著，國(guó)內(nèi)外品牌之間在此領(lǐng)域的差距逐漸縮小.但隨著生活水平的提升，越來(lái)越多的消費(fèi)者選車時(shí)考慮舒適性(NVH)的問(wèn)題.而汽車的舒適性(NVH)恰恰是國(guó)內(nèi)品牌與世界知名車企相比相對(duì)薄弱的.

車廂內(nèi)噪聲主要有結(jié)構(gòu)的振動(dòng)輻射傳播噪聲和空氣傳播噪聲[1].車身振動(dòng)對(duì)噪聲影響很重要，車身的模態(tài)參數(shù)(模態(tài)頻率和振型)反映車身的固有特性.車腔是以空氣為介質(zhì)，其同樣具有模態(tài)頻率和振型[2-5].聲學(xué)模態(tài)頻率是在某一頻率聲波下車腔空氣產(chǎn)生共振，使聲壓突然增大；在某一頻率聲波在車室內(nèi)傳播時(shí)，聲壓不是由近及遠(yuǎn)的自然消減，而是入射波與入射波在室內(nèi)壁板的反射波產(chǎn)生干涉，聲波干涉造成了不同位置處聲壓疊加或消減.聲學(xué)模態(tài)振型當(dāng)車身的共振頻率和車腔的共振頻率相同時(shí)，車內(nèi)共振位置處的聲壓會(huì)進(jìn)一步提高[6-8].車內(nèi)空腔聲學(xué)模態(tài)頻率和車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)模頻率多出現(xiàn)在20～200Hz范圍內(nèi)，故在低頻區(qū)域內(nèi)存在耦合的可能性較大，在隨機(jī)激勵(lì)下低頻耦合模態(tài)響應(yīng)過(guò)大將會(huì)對(duì)人體舒適性產(chǎn)生影響.因此，為了更好的控制汽車車室的噪聲，分析車身、車室空腔的耦合模態(tài)是非常重要的[2].本文采用LMS公司的LMS Virtual Lab聲學(xué)仿真軟件，對(duì)國(guó)產(chǎn)某SUV進(jìn)行聲固耦合模態(tài)仿真分析.

1 模態(tài)分析基礎(chǔ)

1.1 振動(dòng)模態(tài)基本原理

白車身是一個(gè)多自由度系統(tǒng)，其動(dòng)力學(xué)平衡方程表示.

(1)

(2)

通過(guò)求解二階線性齊次方程2，得到和模態(tài)參數(shù)有關(guān)的極值和留數(shù).

1.2 聲學(xué)模態(tài)分析基礎(chǔ)

汽車乘坐室可以看做一個(gè)近似封閉的聲學(xué)空腔，假設(shè)聲腔內(nèi)介質(zhì)均勻，離散化處理后可得到空腔聲學(xué)有限元模型，其微分方程同樣可以用公式(2)改寫.

[M2]{p″}+[C2]{p′}+[K2]{p}={F2}.

(3)

式中,{p}表示的是節(jié)點(diǎn)的聲壓矢量，{F2}為廣義的力學(xué)矢量.通常情況下車身內(nèi)飾壁板對(duì)于聲腔模態(tài)參數(shù)的影響有限，在不考慮座椅的前提下，可忽略阻尼，3式同樣可簡(jiǎn)化為

[M2]{p″}+[K2]{p}={F2}.

(4)

如果考慮車身振動(dòng)對(duì)車腔聲壓的影響，車內(nèi)空腔有限元方程為

[M2]{p″}+[K2]{p}+(ρ0c0)2[S]Tx2=0，

(5)

其中，ρ0為介質(zhì)密度，c0是聲波速度，[S]是結(jié)構(gòu)—聲學(xué)耦合矩陣，x是結(jié)構(gòu)振動(dòng)位移矢量.此時(shí)，白車身結(jié)構(gòu)也會(huì)受到車腔介質(zhì)振動(dòng)的影響，通過(guò)耦合矩陣[S]作用在結(jié)構(gòu)上.

白車身的有限元方程

(6)

式中{F}為施加在車身上的外力矢量.

2 汽車車身有限元分析

2.1 模型建立

首先建立車身的三維模型圖，如圖1所示.根據(jù)模態(tài)相似原則，在保持模型空間尺寸不變的前提下，對(duì)車身進(jìn)行剛性化處理并同意車身板件厚度為4 mm(板件材料參數(shù)如表1所示)，忽略如結(jié)構(gòu)中的倒角、螺栓等細(xì)節(jié)，最終建立了白車身整體簡(jiǎn)化模型，如圖2所示.

圖1 車身三維模型圖

圖2 車身整體簡(jiǎn)化有限元模型

具體參數(shù)如下.

表1 材料參數(shù)

2.2 有限元分析

利用LMS Virtual.lab中的Acoustics模塊對(duì)整車有限元模型進(jìn)行仿真分析，對(duì)汽車地板四個(gè)角施加全約束，對(duì)其在20～200 Hz頻率范圍內(nèi)的模態(tài)參數(shù)進(jìn)行仿真分析，表2列舉了前十階模態(tài)頻率，圖3和圖4為一階和二階模態(tài)振型.

表2 車身前十階模態(tài)頻率(單位/Hz)

圖3 一階模態(tài)24.286 Hz

圖4 二階模態(tài)26.358 Hz

3 汽車聲腔有限元分析

在簡(jiǎn)化的車身結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，建立聲腔模型，并假設(shè)聲腔邊緣的壁板為剛性壁板.考慮到座椅可能會(huì)對(duì)聲腔模態(tài)產(chǎn)生影響，為了研究準(zhǔn)確，分別建立的無(wú)座椅和有座椅兩種聲腔有限元模型.利用LMS Virtual Lab軟件將模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，無(wú)座椅模型共包含10 688個(gè)節(jié)點(diǎn)，46 726個(gè)單元如圖5所示；有座椅模型共包含12 788 個(gè)節(jié)點(diǎn)，47 126 個(gè)單元，如圖6所示.

圖5 無(wú)座椅車室空腔網(wǎng)格模型

圖6 有座椅車室空腔網(wǎng)格模型

通過(guò)表3中對(duì)無(wú)座椅和有座椅模型的數(shù)據(jù)對(duì)比，兩種模態(tài)皆沿縱向有一個(gè)節(jié)面，節(jié)面的位置略有不同，無(wú)座椅模型的模態(tài)頻率比有座椅模態(tài)頻率低20 Hz左右，模態(tài)振型整體趨勢(shì)類似，但第三、四、六、七階的模態(tài)振型也有不同，圖7和8分別為有無(wú)座椅時(shí)第一階模態(tài)振型，圖9和10分別為無(wú)座和有座時(shí)的第三階和第四階模態(tài)振型.由此可見(jiàn)，座椅對(duì)車室空腔的模態(tài)參數(shù)有不可忽略的影響，因此后期的研究中，需要建立帶有座椅的模型.

表3 有座椅與無(wú)座椅前八階模態(tài)振型對(duì)比

圖7 無(wú)座椅第一階模態(tài)振型

圖8 有座椅第一階模態(tài)振型

圖9 無(wú)座椅第三階模態(tài)振型

圖10 有座椅第四階模態(tài)振型

4 聲固耦合有限元分析

在LMS Virtual.Lab Acoustics模塊中分別導(dǎo)入車身及聲腔有限元模型，設(shè)置單元屬性和網(wǎng)格類型，選定其邊界條件，得到聲固耦合的有限元模型，如圖11所示.

圖11 聲固耦合模型

聲固耦合模型是由結(jié)構(gòu)模型和聲腔模型組合而成，如圖11所示，聲固耦合模態(tài)由與車身的模態(tài)變形和與聲腔模態(tài)的聲壓變形組成.這兩個(gè)模態(tài)之間互有影響，空腔內(nèi)的聲壓波動(dòng)作用在車身壁板上可能引起局部變形，反過(guò)來(lái)，壁板的振動(dòng)變形同樣會(huì)引起車室空腔內(nèi)介質(zhì)的振動(dòng)，進(jìn)而引起聲壓的局部變化，聲-固耦合系統(tǒng)的模態(tài)既與車身結(jié)構(gòu)模態(tài)息息相關(guān)又受乘坐室空腔的聲學(xué)模態(tài)的影響，通過(guò)模態(tài)分析和對(duì)比，如表4所示，聲-固耦合模態(tài)一部分以車身的模態(tài)為主，也有一部分以車室的聲學(xué)模態(tài)為主.下圖12～15列舉了聲固耦合第一、二、五、六階振型.

表4 聲固耦合系統(tǒng)與車身結(jié)構(gòu)的前六階模態(tài)頻率對(duì)比(單位/Hz)

圖12 第一階聲-固耦合模態(tài)振型

圖13 第二階聲-固耦合模態(tài)振型

圖14 第五階聲-固耦合模態(tài)振型

圖15 第六階聲-固耦合模態(tài)振型

將車身與耦合系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)比較，低階耦合模態(tài)以結(jié)構(gòu)振動(dòng)為主，其振型與車身的前十階模態(tài)振型基本一致，而模態(tài)頻率在聲壓波動(dòng)的影響下有一定變化，但聲腔內(nèi)空氣的阻抗較小，所以聲學(xué)模態(tài)對(duì)耦合系統(tǒng)模態(tài)頻率的影響較小.

車身結(jié)構(gòu)模態(tài)與耦合模態(tài)類似的區(qū)域，其模態(tài)頻率分布比較密集，到第69階時(shí)耦合系統(tǒng)才出現(xiàn)以聲學(xué)模態(tài)為主的情況，如圖16所示.但是聲-固耦合系統(tǒng)的模態(tài)還是以車身的結(jié)構(gòu)振動(dòng)模態(tài)為主，如圖17所示，以聲學(xué)模態(tài)為主的耦合模態(tài)振型與單獨(dú)聲學(xué)模態(tài)振型并不完全相同，節(jié)線的位置發(fā)生了一些改變，但模態(tài)頻率相差較大.

圖16 耦合模態(tài)第69階模態(tài)振型

圖17 聲腔第一階模態(tài)振型

5 結(jié)語(yǔ)

本文以某SUV為研究對(duì)象，通過(guò)建立車身模型并進(jìn)行有限元分析，獲取車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù)；建立車身聲腔模型并進(jìn)行有限元分析，獲得聲腔的模態(tài)參數(shù)，并得出車內(nèi)座椅對(duì)聲腔模態(tài)的影響不可忽略的結(jié)論；在此基礎(chǔ)上，通過(guò)聲固耦合模型的建立，獲得耦合狀態(tài)下的模態(tài)參數(shù)，并使之與車身模態(tài)進(jìn)行對(duì)比，由于耦合系統(tǒng)中車身與聲腔的相互作用，使車身的模態(tài)參數(shù)發(fā)生了略微的變化，以車身形態(tài)為主的耦合模態(tài)在響應(yīng)中占比較大.在車身及聲腔設(shè)計(jì)過(guò)程中,調(diào)整車身結(jié)構(gòu)以車室空腔形狀將響應(yīng)點(diǎn)位置移至遠(yuǎn)離人耳的位置或改變車身相應(yīng)結(jié)構(gòu)的剛度可以起到改善乘客體驗(yàn)的目的.